JPS6041994B2 - fluid pressure cylinder - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はシリンダの軸受部に作用する荷重の変動を減小
させるようにした流体圧シリンダに関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a fluid pressure cylinder that reduces fluctuations in load acting on a bearing portion of the cylinder.

一般にシリンダのピストンロッドに曲げ荷重などが作用
する場合、ピストンストロークの変位に伴つて軸受部の
荷重は変動する。Generally, when a bending load or the like is applied to the piston rod of a cylinder, the load on the bearing portion changes as the piston stroke changes.

例えば第１図に示すように、振動試験機などに利用され
る両端固定のシリンダについて検討してみるに、シリン
ダ１の基端１ａは固定され、ピストンロッド２の先端に
はフレクチヤ部材３（Ｆｌｅｘｕｒｅ：可撓部または、
たわみ部、圧縮や引張剛性は高いが曲げ（横）剛性の低
い弾性変形しやすい部材であつて、ＳＮＣＭ（ニッケル
クロムモリブデン鋼鋼材）など機械構造用合金鋼でつく
られたもの、以下同じ）を取付け、このフレクチヤ部材
３の先端に被試験体４を固定し、第１図の中立位置から
ピストン５を左右に移動させ、フレクチヤ部材３の変形
に伴い被試験体４に振巾δの微振動を与える場合、シリ
ンダ１の軸受部６、７に作用する荷重は、ピストンスト
ロークに伴つて大きく変動し、最伸長時と最収縮時ては
３〜４倍の荷重変化がある。（この点に関しては詳細を
後述するが）好ましくは、軸受に作用する荷重変動はで
きる限り小さい方がよく、本発明はかかる要請にもとづ
いて提案されたもので、両端固定されたシリンダの軸受
部に作用する荷重が小さく、かつストローク変化に伴う
荷重変動の小さい流体圧シリンダを提供する。以下実施
例を図面にもとづいて説明する。For example, as shown in FIG. 1, when considering a cylinder with both ends fixed, which is used in a vibration testing machine, the base end 1a of the cylinder 1 is fixed, and a flexure member 3 is attached to the tip of the piston rod 2. :Flexible part or
Flexible parts, members that have high compression and tensile rigidity but low bending (lateral) rigidity and are easily deformed elastically, and are made of mechanical structural alloy steel such as SNCM (nickel chromium molybdenum steel) (the same applies hereinafter). Attachment, the test object 4 is fixed to the tip of the flexure member 3, and the piston 5 is moved left and right from the neutral position shown in FIG. When applying , the load acting on the bearings 6 and 7 of the cylinder 1 varies greatly with the piston stroke, and there is a load change of 3 to 4 times between the maximum extension and the maximum contraction. (Details regarding this point will be described later) Preferably, the load fluctuation acting on the bearing should be as small as possible, and the present invention was proposed based on such a request. To provide a fluid pressure cylinder with a small load acting on the cylinder and with small load fluctuations due to stroke changes. Examples will be described below based on the drawings.

第２図において、１０はシリンダ、１１はビス”トン、
１２はピストンロッドで、ピストンロッド１２は軸心に
有底筒状の中空部１３が形成され、この中空部１３の基
部にフレクチヤ部材１４が植設され、フレクチヤ部材１
４の先端をピストンロッド１２の先端より外方に突出さ
せる。In Fig. 2, 10 is a cylinder, 11 is a screw ton,
Reference numeral 12 denotes a piston rod, and the piston rod 12 has a bottomed cylindrical hollow part 13 formed at its axis, and a flexure member 14 is implanted at the base of this hollow part 13.
The tip of the piston rod 4 is made to protrude outward from the tip of the piston rod 12.

つまり、フレクチヤ部材１４を介して作用する荷重の作
用点をピストンロッド１２の先端ではなく、これよりピ
ストン１１側に近づけるようにしたのである。In other words, the point of application of the load acting through the flexure member 14 is moved closer to the piston 11 side than from the tip of the piston rod 12.

この結果、後述するように、ストローク変位に伴う軸受
部１５の荷重変動の少ないシリンダを得ることができる
。As a result, as will be described later, it is possible to obtain a cylinder in which the load on the bearing portion 15 is less likely to change due to stroke displacement.

これを従来と比較しつつ証明する。We will prove this by comparing it with the conventional method.

第３図に従来のシリンダ、第４図に本発明のシリンダを
それぞれあられし、それぞれシリンダ先端のフレクチヤ
部材が変形してピストンロッドに矢印で示すように、せ
ん助力Ｆと曲げモーメントＭが発生すると仮定する。FIG. 3 shows a conventional cylinder, and FIG. 4 shows a cylinder according to the present invention. When the flexure member at the tip of each cylinder is deformed, a shearing force F and a bending moment M are generated on the piston rod as shown by the arrows. Assume.

まず、従来シリンダについて考察すると、軸受部の荷重
支持点Ａとピストンの荷重支持点Ｂに作用する荷重を考
えるに、いまピストンは矢印でで示す方向にＸだけ移動
したとして、第１に、曲げモーメントＭにより作用する
Ａ，Ｂ点の荷重，Ｒ６α，ＲＢαは、両端固定の場合の
モーメントＭが一定になることから、 暴１ ここで１１は初期の支点Ａ，Ｂの距離、１２はロッド先
端と支点Ａの距離を示す。First, considering the conventional cylinder, considering the loads acting on the load support point A of the bearing and the load support point B of the piston, assuming that the piston has now moved by an amount X in the direction shown by the arrow, firstly, bending The loads, R6α, and RBα at points A and B exerted by the moment M are, since the moment M is constant when both ends are fixed, 1 Here, 11 is the initial distance between the fulcrums A and B, and 12 is the tip of the rod. and the distance from fulcrum A.

次にせん断力ＦによるＡ点の荷重ＲＡβを求めると、
−尼ｊ−Ｆ これよりＲＡβ−１−ァ ・・・・
（２）同じくＢ点の荷重ＲＢβは、（１２＋ｘ） ・Ｆ
＝ー（１１−ｘ）であるから、したがつて、曲げモーメ
ントＭとせん断力Ｆとの合成荷重がＡ，Ｂ点にそれぞれ
作用するから、これらの荷重ＲＡＩ：．ＲＢは次のよう
になる。Next, finding the load RAβ at point A due to the shear force F, we get
-nij-F From now on, RAβ-1-a...
(2) Similarly, the load RBβ at point B is (12+x) ・F
= -(11-x), therefore, since the composite load of bending moment M and shear force F acts on points A and B, these loads RAI:. RB is as follows.

以上が従来の場合で、次に本発明の場合について考える
と、上記と同じように、まず曲げモーメントＭにもとづ
くＡ，Ｂ点の荷重は、次に、せん断力Ｆにもとづくそれ
ぞれの荷重Ｒ″９βとＲ″８βは、ロッド先端からフレ
クチヤ部材の基端までの距離をｙとして、〔（１１−ｘ
）＋（１２＋ｘ）−ｙ〕 ・Ｆ＝（１１−ｘ）・Ｒ″９
βであるから、同じく、（１。The above is the conventional case, and next we consider the case of the present invention. In the same way as above, first, the loads at points A and B based on the bending moment M are then the respective loads R'' based on the shear force F. 9β and R″8β are calculated by [(11-x
)+(12+x)-y] ・F=(11-x)・R″9
Since β, similarly, (1.

＋ｘ−ｙ） ・Ｆ＝ー（１１−ｘ）Ｒ″Ｂβであるから
、そして、支点ＡとＢとに作用する曲げモーメントＭと
せん断力Ｆとの合成荷重Ｒ″ぇとＲ″Ｂは、これらのこ
とから、（４）と（９）式とを単純に比較しても、軸受
荷重はＲ″ぇくＲＡであることが分かる。+x-y) ・F=-(11-x)R''Bβ, so the combined load R''R''B of the bending moment M and shear force F acting on the fulcrums A and B is, From these facts, even by simply comparing equations (4) and (9), it can be seen that the bearing load is R″xRA.

更に詳細に検討するに、まず曲げモーメントＭにもとづ
く支点荷重ＲＡα，Ｒ８αとＲ″９α，Ｒ″８αは、（
１）式と（６）式からシリンダの同一ストローク点で同
一となるから、せん断力ＦにもとづくＲＡβとＲ１Ａβ
及びＲＢβとＲ″Ｂβについてのみ比較することにする
。To examine in more detail, first, the fulcrum loads RAα, R8α and R″9α, R″8α based on the bending moment M are (
From equations 1) and (6), they are the same at the same stroke point of the cylinder, so RAβ and R1Aβ based on the shear force F
Only RBβ and R″Bβ will be compared.

尚、ピストンのストロークをＳと置いて以下に述べる。The stroke of the piston will be described below as S.

１ （２）式と（７）式から、ＲＯくｙく２（１１＋１
２）Ｊの範囲内にある限り、ピストンの同一ストローク
点におけるＲ″９βの絶対値は常にＲＡβよりも小にな
ると共に、特に（７）式から、ｙが１１＋１２に近づけ
ば近づく程ピストンの同一ストローク点におけるＲ′９
βの絶対値は小に、かつ、Ｒｘ＝ＳＪ点で発生するＲ″
９βＭａｘ．ｌ５ｒｓ＝０Ｊ点のＲ″９βＭｉｎとの差
も小になる。また、Ｒｙ＝１１＋１２ＪにおいてはＲｘ
＝ｏ−ｓョに亘りＲ′９βは常に零となり、その場合の
ＲＲ″９βＭａｘ一Ｒ″Ａｆ３ｍｉｎョの値も零になる
。２ （３）式と（８）式から、ＲＯ〈ｙ〈２（１。1 From equations (2) and (7), RO(11+1)
2) As long as it is within the range of J, the absolute value of R″9β at the same stroke point of the piston will always be smaller than RAβ, and especially from equation (7), the closer y is to 11+12, the more the piston will be the same. R'9 at stroke point
The absolute value of β is small, and R″ occurs at the point Rx=SJ.
9βMax. The difference from R″9βMin at l5rs=0J point also becomes small. Also, at Ry=11+12J, Rx
=o-so, R'9β is always zero, and in that case, the value of RR″9βMax−R″Af3mino is also zero. 2 From equations (3) and (8), RO〈y〈2(1.

＋Ｓ）Ｊの範囲内にあるりピストンの同一ストローク点
におけるＲ″Ｂβの絶対値は常にＲＢβよりも小になる
と共に、特に（３）式から、ＲＢβはＲｘ＝０〜ＳＪに
亘り常に０マイナスョの値をとりつつｘの増加に伴つて
絶対値が増大するのに対し、Ｒ″８βは（８）式からＪ
ｌｌ＋１２〈ｙ〈２ （１２＋Ｓ）Ｊの範囲内にとる
ことによりＲｘ＝ｏ〜ＳＪに亘つて常に１プラスョの値
を保ちつつｘの増加に伴つて増大し、Ｒｙ＝１１＋１２
Ｊにおいてｘの値に関係なくＲＲ″Ｂβ＝ＦＪとなり、
Ｒｌ２＋ｓ≦ｙ〈１１＋１２Ｊの範囲内ではＲＸ＝ｏ〜
ＳＪに亘り常に１プラスョの値を保ちつつｘの増加に伴
つて減少し、さらに１２〈ｙぐ。＋Ｓｊの範囲内にあつ
てはＸが零から増大するのに伴いＲ″Ｂβは１プラスョ
から０マイナスョに変化しＲＯくｙ≦１。ョにとればＲ
Ｘ＝ｏ〜ＳＪに亘りＲ″８βは常に１マイナスョの値を
保ちつ一）Ｘの増加に伴つてその絶対値が増大する。ま
た１Ｒ″８βＭａｘ−Ｒ″８β而ＮＪの値はｙがＲｌｌ
＋１。+S) The absolute value of R″Bβ at the same stroke point of the piston within the range of The absolute value increases as x increases, while R″8β takes the value of J from equation (8).
By taking it within the range of ll+12〈y〈2 (12+S)J, it increases as x increases while always maintaining the value of 1 plus from Rx=o to SJ, and Ry=11+12
In J, RR″Bβ=FJ regardless of the value of x,
Rl2+s≦y〈RX=o~ within the range of 11+12J
It always maintains a value of 1 plus over SJ, decreases as x increases, and further increases by 12〈y. Within the range of +Sj, as X increases from zero, R''Bβ changes from 1 plus to 0 minus, and RO becomes y≦1.
From X=o to SJ, R″8β always maintains a value of 1 minus one) and its absolute value increases as X increases.In addition, the value of 1R″8βMax−R″8β and NJ is
+1.

ョに近づくにしたがつて減少し、Ｒｙ＝１１＋Ｉ２Ｊで
零になる。３以上のことから、Ｒ″９βについてその絶
対値およびＲＲ″ぇβＭａｘ−Ｒ″ぇβＭｉｎョを小に
するには、ｙをＲＩｌ＋１２ョにできるだけ近づければ
よい。It decreases as it gets closer to Ry, and reaches zero at Ry=11+I2J. From the above, in order to reduce the absolute value of R″9β and RR″βMax−R″βMino, y should be made as close to RIl+12 as possible.

４Ｒ″Ｂβについては、ＲＲ５Ｂｐｍａｘ−Ｒ″ＢβＭ
ｉｎョを小にするにはＹｆ！−Ｒｌｌ＋１。For 4R″Bβ, RR5Bpmax−R″BβM
Yf to make ino smaller! -Rll+1.

ョにできるだけ近づければよいが、しかし、Ｒ″８βＭ
ａｘの絶対値とＲＲ″Ｂｆ３ｍａｘ−Ｒ″Ｂｐｍｉｎｊ
とを小にするにはＲＸ＝０Ｊ点とＲＸ＝Ｓ．ｊ点におけ
るＲ″Ｂβの絶対値をできるだけ等しくしてやればよい
。それにはになることから、結局Ｒ″８の方は、ｙをＲ
ｌ。＋」違Ｖ−＋ｙに近づけるにしたがい、Ｒ″８が働
く２・１１−ＳＦＪ部分の最大軸受荷重と軸受荷重の変
動とを小さくすることができる。However, R″8βM
Absolute value of ax and RR″Bf3max−R″Bpminj
To reduce RX=0J point and RX=S. All you have to do is make the absolute values of R″Bβ at point j as equal as possible.In order to do this, it is necessary to make the absolute values of R″Bβ as equal as possible.
l. The maximum bearing load and the fluctuation of the bearing load at the 2.11-SFJ portion where R''8 acts can be reduced as the difference approaches V-+y.

また、これまではピストンの全ストロークに亘つてのＲ
Ａ，Ｒ″Ａ，ＲＢ，Ｒ″８について考えてきたが、たと
えば振動試験機用のシリンダなどのようにピストンが中
立点を境にして１±ＳＪだけ左右に振動する場合には第
５図及び第６図に示すように、前記（１）式からＡＯ式
においてＲｌｌ＝１３＋ＳＪ，ｒｌ２＝１４−ＳＪと置
き、かつｘがＲＸ＝０〜２Ｓョに亘つて変化すると考え
ればよく、したがつから、Ｙ４ｒＩ２＋塘？？ョに近づ
ければよい。In addition, until now, R over the entire stroke of the piston
We have considered A, R″A, RB, R″8, but if the piston vibrates left and right by 1±SJ from the neutral point, such as in a cylinder for a vibration tester, then Fig. 5 And as shown in FIG. 6, it is sufficient to set Rll=13+SJ, rl2=14-SJ in the AO equation from equation (1) above, and consider that x changes over RX=0 to 2S. Since then, Y4rI2+Tang? ? You can move it closer to your home.

なお、参考のため、１１＝３へ１２＝５、ｘ＝０〜２０
とした場合のｙの値によるＲ″９βとＲ″８βの変化例
を別表１，■に示す。以上によつて、ｙの値がＲ″ぇβ
とＲ″８βに及ぼす影響が分つた。For reference, 11=3 to 12=5, x=0 to 20
Examples of changes in R″9β and R″8β depending on the value of y in the case of y are shown in Appendix 1, ■. As a result of the above, the value of y is R″β
and the effect on R″8β.

そこで次にはこれにＲ″ぇαとＲ″Ｂαを加味してｙの
値がＲ″Ａ，Ｒ″Ｂに及ぼす影響を考えてみると、Ｒ″
ぇαは常に１プラスョ側に働くのに対し、Ｒ″９βはＲ
ｙ＝１１＋１２ョを境にしてＲｙく１１＋１２Ｊでは１
プラスョ側に、Ｒｙ〉１１＋１２Ｊでは１マイナスョ側
に働く。したがつて、Ｒ″ぇが働く部分の最大軸受荷重
と軸受荷重の変動は、（９）式において、となつてｙを
Ｒｌｌ＋１２＋署ョに近づければ近づけるほど小となり
、同様にＲ′８の方は、ＧＯ式においてＲＸ＝０ｊ点と
ＲＸ＝ＳＪ点におけるＲ″８の絶対値を等しくするには
においてＪＯ＜ｙく２・ （１３＋１４）Ｊである限り
ＲｌＲ″９βＩ＜ＲＡｆ３ョになること、及びＲＯくｙ
〈２・（１４＋Ｓ）Ｊで１Ｒ″Ｂｆ３ｌ＜ＲＡβになる
のは勿論、Ｒ″９についてその絶対値及びＲＲ″Ａｍａ
ｘ一Ｒ″Ａｍｉｎョを小にするには、（９）″式から（
１３＋１４−となつて、ｙをＲｌ３＋１４＋署ョに近づ
けることによりＲ″ぇが働く部分の最大軸受荷重と軸受
荷重の変動とを小さくできることが分る。So, next, if we consider the influence that the value of y has on R''A and R''B by adding R″α and R″Bα to this, we get R″
While α always works on the 1 plus side, R″9β is R
With y=11+12yo as the border, Ry is 11+12J.
It works on the positive side, and when Ry〉11+12J, it works on the negative side by 1. Therefore, in Equation (9), the maximum bearing load and the variation in bearing load in the area where R'' works become smaller as y approaches Rll+12+signal. In the GO formula, in order to equalize the absolute value of R″8 at the RX=0j point and the RX=SJ point, as long as JO<yku2・(13+14)J, RlR″9βI<RAf3yo. , and ROkuy
Of course, in <2・(14+S)J, 1R″Bf3l<RAβ, and its absolute value and RR″Ama for R″9.
To reduce x-R″Amino, from formula (9)″, (
13+14-, and it can be seen that by bringing y closer to R13+14+, the maximum bearing load and the fluctuation of the bearing load at the portion where R'' works can be reduced.

一方、Ｒ″８が働く部分の最大軸受荷重と軸受荷重の変
動を小さくす虎１１〒朴月？″谷ｊこおいてＲｘ，＝０
ョ点とョＸ＝２・ＳＪ点におけるＲ″Ｂの絶対値が等し
くなるようにしてやればよいことから、まず、Ｒ″８β
について考えると、（８Ｙ式において”となり、これを
用いて１３＝８、１４＝１へｓ＝２、ｘ＝０〜４とした
場合のｙの値によるＲＡβとＲ″ぇβおよびＲＢβとＲ
″８βの変化例を別表■，■に示す。On the other hand, the maximum bearing load in the part where R″8 acts and the variation in bearing load are reduced.
Since it is sufficient to make the absolute values of R″B at the point d and the point dx=2·SJ equal, first, R″8β
Considering (8Y formula), using this, 13 = 8, 14 = 1, s = 2, x = 0 to 4, RAβ and R″β and RBβ and R depending on the value of y
Examples of changes in ``8β are shown in attached tables ■ and ■.

また、Ｒ″Ｂについては同様に０１″式からとなり、こ
れによりｙをＲｌ４＋虐＋署ョに近づるほどＲ″８が働
く部分の最大軸受荷重と軸受荷重の変動を小さくできる
。以上のことから理解されるように、フレクチヤ部材１
４をピストンロッド１２の突出端ではなく、ロッド内部
のなるべくピストン１１側に連結することにより、シリ
ンダ１０の軸受部Ａ，Ｂに作用する最大荷重及びストロ
ーク変位に伴う荷重変動を減することができ、したがつ
て、軸受部の摩耗防止、耐久性の向上などが期待できる
。Similarly, for R″B, the equation 01″ is used, and as y approaches Rl4+Rx+Sho, the maximum bearing load and variation in bearing load at the part where R″8 acts can be reduced. As understood from flexure member 1
4 is connected as close to the piston 11 inside the rod as possible, rather than to the protruding end of the piston rod 12, the maximum load acting on the bearings A and B of the cylinder 10 and load fluctuations due to stroke displacement can be reduced. Therefore, it can be expected that the wear of the bearing portion will be prevented and the durability will be improved.

また、このようにフレクチヤ部材１４を内蔵することに
より、全長が短かくなりスペース的に有利となる。尚、
両端か固定され、曲け及びせん断荷重が作用するシリン
ダについて、フレクチヤ部材１４の代りにロッドを２重
筒状に置換えたものにも本発明は当然適用できるのてあ
り、要するに荷重の入力点をピストンロッド先端からピ
ストン側に移動させることに要旨がある。Further, by incorporating the flexure member 14 in this manner, the overall length is shortened, which is advantageous in terms of space. still,
Of course, the present invention can also be applied to cylinders that are fixed at both ends and are subjected to bending and shear loads, in which the rod is replaced with a double cylinder shape instead of the flexure member 14. The key is to move it from the tip of the piston rod toward the piston.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は従来のシリンダの断面図、第２図は本発明の断
面図、第３図は荷重の作用関係をあられす従来シリンダ
の説明図、第４図は同じく本発明の説明図、第５図は他
の場合の荷重の作用関係をあられす従来シリンダの説明
図、第６図は同じく本発明の説明図てある。 １０・・・・シリンダ、１１・・・・・ゼストン、１２
・・・・ゼストンロツド、１３・・・・・・中空部、１
４・・・・・・フレクチヤ部材、１５・・・・・・軸受
部。Fig. 1 is a cross-sectional view of a conventional cylinder, Fig. 2 is a cross-sectional view of the present invention, Fig. 3 is an explanatory view of the conventional cylinder showing the relationship of load, Fig. 4 is an explanatory view of the present invention, FIG. 5 is an explanatory diagram of a conventional cylinder showing the working relationship of loads in other cases, and FIG. 6 is an explanatory diagram of the present invention as well. 10...Cylinder, 11...Zeston, 12
... Zeston rod, 13 ... Hollow part, 1
4... Flexure member, 15... Bearing part.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ 一端がシリンダ軸受を介して外方に突出するピスト
ンロッドを有底筒状に形成し、外部荷重を受けるフレク
チヤ部材の基端を上記ピストンロッドの有底筒基部に固
定したことを特徴とする流体圧シリンダ。1. A piston rod with one end protruding outward through a cylinder bearing is formed into a bottomed cylindrical shape, and the base end of a flexure member that receives an external load is fixed to the bottomed cylindrical base of the piston rod. Fluid pressure cylinder.